Курсовая работа: Расчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1
Рцсд » (1 – DРпу)×Рпп2, hцсд = hпп2
Начальная точка процесса расширения пара в ЦСД
находится на пересечении изобары РЦСД и линии энтальпии hЦСД. Конечная точка процесса расширения пара в ЦСД
определяется давлением за последней ступенью ЦСД (Рцсдвых,
см. [3, 4]).
p0ЦCД=pп2.(1-Δpпу)=
1,150.(1-0,02)= 1.127 МПа
t0ЦCД= 250 °С
h0=hпп2= 2937.5 кДж/кг
s0(p0,t0)= 6.864
кДж/(кг.K)
Построение процесса расширения пара в ЦНД.
В турбинах, где отсутствует ЦСД, состояние пара на
входе в ЦНД определяется аналогично тому, как описано выше для ЦСД.
Для турбин, в которых присутствует ЦСД, состояние пара
перед соплами первой ступени ЦНД (Рцнд, hцнд), принимая величину дросселирования в размере,
рекомендуемом [3, 4], определится
Рцнд = (1 – DРпу)× Рцсдвых hцнд = hцсдвых
Начальная точка процесса расширения в ЦНД на h,S –
диаграмме находится на пересечении изобары РЦНД и линии энтальпии hЦНД.
p0ЦНД=pвыхЦСД.(1-ΔpПУ)=
0,275.(1-0,05)= 0.261 МПа
h0=hV= 2708.1 кДж/кг
s0(p0,h0)= 7.011
кДж/(кг.K)
Параметры в конце действительного процесса расширения
пара в ЦНД определятся давлением за последней ступенью Рк и hoiЦНД [3, 4].
Рк =0,0045 Мпа
hoiЦНД=0,82
hкид= f (pк,
s0цнд)= 2125,6 кДж/кг
Энтальпия пара в конце действительного процесса
расширения в ЦНД (hkд) определится из соотношения
hkд = hцнд – (hцнд – hкад)× hoiцнд,
где hкад – энтальпия в конце адиабатического процесса
расширения пара в ЦНД.
Параметры пара в камерах отборов ЦСД и ЦНД
определяются аналогично тому, как это описано для ЦВД.
hkд = h0цнд – (h0цнд – hкид)× hoiцнд =2708-(2708-2125,6)
.0,82= 2230,5 кДж/кг
Состояние пара на входе в конденсатор главной турбины
с учетом потерь с выходной скоростью в последней ступени ЦНД (Dhв.с.) определится
hк = hkд
+ Dhв.с. (10)
по [4]: Dhв.с.= 24 кДж/кг
hк = hkд
+ Dhв.с.= 2254,5 кДж/кг
Аналогично выполняется
построение процесса расширения пара в других цилиндрах главной турбины и
турбины привода питательного насоса.
Для определения параметров пара в камерах отборов
главной турбины на линию действительного процесса расширения пара наносятся
изобары, соответствующие давлениям в камерах отборов турбины. В точках
пересечения изобар с линией действительного процесса расширения пара определяются
энтальпии пара в камерах отборов.
Определяем энтальпии в отборах и на
выходе из ЦНД при идеальном процессе расширения.
hIVид(pIV,s0)= 2811,9
кДж/кг
hVид(pV,s0)= 2657,7
кДж/кг
hVIид(pVI,s0)= 2550,2
кДж/кг
hVIIид(pVII,s0)= 2372,6
кДж/кг
Определим значения энтальпий в
отборах и на выходе из ЦНД в действительном процессе расширения пара в ЦНД (с
учетом значения η =0,82)
hIV=h0-(h0-hIVид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2811,9).0,82=2834,5кДж/кг
hV=h0-(h0-hVид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2657,7).0,82=2708,0
кДж/кг
hVI=h0-(h0-hVIид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2550,2).0,82=2578,6
кДж/кг
hVII=h0-(h0-hVIIид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2372,6).0,82=2433,0
кДж/кг
hкд=h0-(h0-hkид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2125,6).0,82=2230,5
кДж/кг
На основании полученных давлений в
отборах и полученных энтальпий пара определим значения энтропий, температуры и
степени сухости пара в характерных точках процесса в ЦНД.
sIV(pIV,hIV)=
6,913 кДж/(кг.K)
sV(pV,hV)=
6,989 кДж/(кг.K)
sVI(pVI,hVI)=
7,088 кДж/(кг.K)
sVII(pVII,hVII)=
7,187 кДж/(кг.K)
skд(pk,hkд)=
7,356 кДж/(кг.K)
tIV(pIV,hIV)= 193,4 °С
tV(pV)= 130,5 °С
tVI(pVI)= 100,4 °С
tVII(pVII)= 70,2 °С
tk(pk)= 31,0 °С
xIV(tIV,hIV)= перегретый пар
xV(tV,hV)=
0,994
xVI(tVI,hVI)=
0,956
xVII(tVII,hVII)=
0,917
xкд(tk, hkд)= 0,865
hk= hkд +ΔhвсЦНД=2254,5 кДж/кг
xk(рk,hk)= 0,875
Построение процесса в приводной турбине питательного насоса.
Состояние пара перед соплами первой
ступени приводной турбины определяется гидравлическими сопротивлениями участка
паропровода от СПП до приводной турбины и паровпускных устройств.
В соответствии с [3, 4]
гидравлическое сопротивление паропроводов (DРПП) рекомендуется принимать из расчета
DРпп = (0,04¸0,09)Рпп2, (11)
Тогда давление перед
соплами первой ступени приводной турбины (Ртп)
определится на основании соотношения (5) и (11).
Окончательно
Ртп = Рпп2×(1 – DРпп – DРпу) (12)
Начальная точка процесса
расширения пара в приводной турбине на h,S – диаграмме
находится на пересечении изобары РТП с линией энтальпии hпп2.
Энтальпия в конце
действительного процесса расширения пара в турбине привода питательного насоса
и энтальпия пара на входе в конденсатор приводной турбины определяется
значением давления за последней ступенью Рктп,
усредненным КПД приводной турбины hoiтп и потерями с выходной скоростью в
приводной турбине hв.с.ТП, аналогично тому, как это
определялось в ЦНД главной турбины.
DРпп = 0.09 %
DРпу =0.02 %
Ртп = Рпп2×(1 – DРпп – DРпу)= 1,024 МПа
hв.с.ТП =14 кДж/кг
hтпид=f(pтп,
sпп2)= 2077,1 кДж/кг
hoiтп=0,79
xтп=f(pтп,
sпп2)= 0,804
hтп=hпп2-(hпп2-hтпид).ηoiТП=
2257,8 кДж/кг
hk=hтп+hв.с.ТП=2271,8
кДж/кг
по [3] мощность приводной турбины
питательного насоса
Wтп= 11600
кВт
Определяется расход парп
в турбине по формуле
Dтп=Wтп/(hтп-hктп)=
17,1 кг/с
На основании полученных
параметров пара на входе и выходе цилиндров главной турбины, турбины привода
питательного насоса строится процесс расширения пара в h,S – диаграмме
(рис.2.).
Давление в деаэраторе постоянное и поддерживается оно
специальным регулятором давления. Поэтому давление в отборе для питания греющим
паром деаэратор должно быть выше, чем давление в деаэраторе. Причем, это
превышение должно компенсировать не только гидравлическое сопротивление тракта
от турбины до деаэратора, но и возможные колебания давления в камере отбора
турбины, связанные с изменениями нагрузки. Обычно деаэратор использует греющий
пар следующего за ним подогревателя высокого давления.
Температура конденсата
греющего пара в подогревателях, где не предусмотрено охлаждение конденсата,
равна температуре насыщения при давлении в подогревателе. Температура
конденсата греющего пара в подогревателях с охлаждением дренажа принимается
примерно такой же, как температура насыщения в предыдущем по ходу воды подогревателе.
Энтальпия греющего пара в
регенеративных, сетевых подогревателях и деаэраторе, с учетом путевых потерь
теплоты в окружающую среду, должна быть уменьшена по сравнению с энтальпией в
камере отбора путем умножения на соответствующий коэффициент потерь теплоты (hпт ). Расчет путевых потерь теплоты
можно выполнить по формуле [1]
hпот i = 1 – 0,001×i,
(16)
здесь i имеет то же значение, что и в (1).
Т.о. коэффициенты
тепловых потерь при транспорте греющего пара от Т к различным регенеративным
подогревателям будут иметь значения:
|
|
|
|
|
hпот 7 = 0,993
hпот 6 = 0,994
hпот 5 = 0,995
|
|
|
|
hпот 4 = 0,996
hпот 3 = 0,997
hпот 2 = 0,998
hпот 1 = 0,999
|
|
|
Полученные результаты
приведены в таблице 2. Значения расходов определяются в 5 части.
Таблица 2.
Таблица расчета
параметров пара в камерах отбора турбины гереющего пара.
|
p |
t |
h |
s |
x |
D |
|
МПа |
°С |
кДж/кг |
кДж/(кг К) |
|
кг/c |
отб I |
2,506 |
224 |
2648,05 |
5,945 |
0,916 |
61,6 |
отб II |
1,810 |
207 |
2600,10 |
5,968 |
0,897 |
62,7 |
отб III |
1,273 |
191 |
2549,94 |
5,992 |
0,881 |
63,7 |
отб IV |
0,628 |
193 |
2834,51 |
6,913 |
_ |
84,8 |
отб V |
0,275 |
131 |
2708,07 |
6,989 |
0,994 |
65,6 |
отб VI |
0,103 |
100 |
2578,62 |
7,088 |
0,957 |
70,9 |
отб VII |
0,031 |
70 |
2433,00 |
7,188 |
0,917 |
59,7 |
гр. пар П1 |
0,029 |
68 |
2415,97 |
7,178 |
0,912 |
59,7 |
гр. пар П2 |
0,094 |
98 |
2418,41 |
6,694 |
0,888 |
70,9 |
гр. пар П3 |
0,254 |
128 |
2694,53 |
6,990 |
0,990 |
65,6 |
гр. пар П4 |
0,587 |
158 |
2823,17 |
6,919 |
_ |
84,8 |
гр. пар П5 |
1,201 |
188 |
2542,29 |
5,998 |
0,878 |
63,7 |
гр. пар П6 |
1,724 |
205 |
2594,90 |
5,975 |
0,896 |
62,7 |
гр. пар П7 |
2,409 |
222 |
2645,40 |
5,954 |
0,916 |
61,6 |
Нагреваемая среда
(основной конденсат и питательная вода) движутся по системе регенерации под напором,
создаваемым конденсатными и питательными насосами. Напор, создаваемый
питательным насосом, можно определить по формуле
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11 |